15MW风机增速齿轮箱.docx
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15MW风机增速齿轮箱
机械设计课程设计
说明书
题目：
1.5MW风机增速齿轮箱
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******
学号：
***********
所属院系：
机械工程学院
专业：
机械工程及自动化
班级：
机械12—1
完成日期：
2015年3月11日
新疆大学机械工程学院
2015年3月
1绪论····································1
1.1设计的课题背景···························1
1.2设计的主要内容···························1
1.3需要完成的工作···························2
2方案的选定·································2
2.1齿轮箱的功能及基本参数·······················2
2.2分析及设计初步方案·························2
2.3选定方案······························2
3根据初步方案进行设计····························4
3.1分配传动比和功率··························4
3.2齿轮参数的确定及校核························4
3.3轴的设计······························8
3.4轴的强度等校核···························9
3.5键和轴承的选择···························10
3.6套筒及其它部件的设计························11
3.7各部件的参数表···························11
4箱体、润滑系统、散热系统、密封系统等的设计并进行其它部件的优化修改····13
5基于UG建立模型并装配···························14
6运动仿真、输出工程图纸··························18
7实习小结·································18
7.1对实习所学知识的总结························18
7.2对实习过程的总结··························19
8参考文献·································19
1绪论
1.1设计的课题背景
（1）风能是一种清洁的可再生能源，其总量要比固体、液体燃料能量的总和大得多，是一种永不枯竭的能源。
由能源所引发的环境问题和人民生活水平不断提高所引起的对电力的需求，可以通过大力发展风力发电来解决。
因此风力发电的开发和利用已经为世界各个国家所重视，并成为了电力系统构成中一个重要组成部分，对风力发电技术及风力发电机的研究亦有着重要的现实意义。
（2）我国的风力发电还是初级水平，风力发电量占全国发电总量很少。
但是我国的风力资源是很丰富的，实际可开发利用的陆地风能储存量约为2.5亿KW，近海可开发利用的风力储存量为7.5亿KW。
加大对风力发电增速齿轮箱动态设计研究的力度，可以加快开发风力资源。
（3）作为风电机组中的一个重要部件，风电齿轮箱自然受到国内外风电相关行业和研究人员的关注。
风机增速齿轮箱的主要作用是把风轮的动力传递给发电机，是发电机得到合适的转速从而发电，它是风力发电机组中的一个很重要的机械传动装置，直接影响风力发电的整个过程。
相比于一般的机械产品，我们对风机的质量提出了更高的要求，因此设计出可靠性高的齿轮箱是发展我国风电事业的重点之一。
（4）世界上第一台用于发电的风力机1891年在丹麦建成。
1973年发生石油危机后，美国、西欧等国家为寻求替代化石燃料的能源，投人大量经费，研制现代风力发电机组，开创了风能利用的新时代。
近年来，我国风电产业发展势头强劲，2009年中国新增风电装机容量为1380.3万kW，超越美国成为全球新增风电装机容量最多的国家。
2009年中国是全球累计风电装机容量仅次于美国的国家，累计风电装机2580.5万kW；2010年，全球每新安装3台机组，就有1台在中国，当年新增风电装机容量1882.8万kW，累计风电装机容量为4453.3万kW，超越美国成为全球新增和累计风电装机容量最多的国家。
1.2设计的主要内容
（1）风电齿轮箱结构设计。
依据其所要求的技术匹配参数，选择适当的齿轮传动方案，在此基础上进行传动比分配与各级传动参数如模数、齿数、螺旋角等的确定，通过对运动副的受力分析，依照相关标准进行静强度校核。
（2）参数化三维造型。
基于UG的参数化建模功能，通过相关程序，实现齿轮箱中斜齿轮的参数化建模，完成各部分实体造型，并对其进行简单装配。
（3）在装配过程中再次校核所设计的各部件的尺寸，并做优化处理，从而便于所设计的风机齿轮箱的生产装配。
1.3需要完成的工作（任务书）
（1）根据功能要求，确定工作原理。
（2）根据工作要求，构思系统运动方案（至少两个），进行方案评价，选出较优方案。
（3）对齿轮箱内部各部件进行尺寸设计，包括齿轮、轴、轴承、键等等。
（4）对所设计的各部件进行强度等校核，并对不合要求的部件进行修改。
（5）设计齿轮箱的箱体，装配，并进一步修改装配过程中发现的不合适的尺寸。
（6）考虑该齿轮箱的润滑、散热、密封，并进行初步设计。
（7）利用装配好的模型画出工程图。
（8）在课程设计的基础上完成课程设计说明书。
2方案的选定
2.1齿轮箱的功能及基本参数
（1）该风力发电机输出功率为1.5MW左右。
（2）该风力发电机的输入转速为17rpm左右。
（3）该风力发电机的总传动比为1:
100左右。
（4）该风力发电机输入功率为1.660MW左右。
2.2分析及设计初步方案
（1）兆瓦级风电齿轮箱的传动比往往在100左右，这种齿轮箱的传动形式一般有两种。
第一种是两级行星齿轮传动结合一级平行轴圆柱齿轮传动，第二种是一级行星齿轮传动结合两级平行轴圆柱齿轮传动。
（2）行星齿轮传动和平行轴圆柱齿轮传动比较而言，有它的优点也有自身的缺点。
它的优点是：
制造方便，结构简单，体积小，重量轻，传动效率比较高：
合理发挥了内啮合的优良特性；抽象尺寸大大缩短。
它的缺点是：
制造加工困难；结构形式相对于平行轴齿轮比较复杂；由于体积小、散热困难导致润滑油温度升高，所以它对润滑和冷却装置也提出了很高的要求。
2.3选定方案
（1）基于行星齿轮传动的优缺点，我们选择平行轴齿轮传动和行星齿轮传动相结合的传动方式，这样就综合了两者的优点，获得更好的传动行性能。
（2）根据提供的数据资料，总的传动比较大，为99.34，出于技术和实际条件的考虑，采用一级行星齿轮传动结合两级平行轴圆柱齿轮传动。
行星传动一般会采用均载机构，因为制造中难免产生误差，是各行星轮的分布难以完全对称，均载机构可以均衡行星轮传递的载荷，提高齿轮啮合的平稳性、可靠性和承载能力。
这样在制造中也可以放宽对精度的要求，降低制造成本。
本次行星传动中，我们使用三个行星轮，选择基本浮动构件太阳轮作为均载机构。
它具有以下优点；重量小，惯性小，结构简单，在中低速工作环境下反应灵敏效果显著。
（3）方案的基本原理图如下图所示：
3根据初步方案进行设计
3.1分配传动比和功率
（1）传动比的分配。
高速轴上的齿轮与中速轴上的齿轮的传动比约为1:
3.9183，行星轮系的传动比为1:
5.3333，低速轴和中速轴的传动比为1:
4.5224。
（2）高速轴输入功率为1562.857KW，中间轴输入功率为1594.589KW，行星轮的输入功率为1660.33KW。
3.2齿轮参数的确定
（1）确保三个行星齿轮之间不相互干涉，既满足条件（Z1+Z2）sin180/K>Z2+2ha。
保证太阳轮的轴线和杆的轴线重合，即满足同心条件Z1+Z2=Z3。
行星轮设计中，需要保证每个行星轮沿圆周均匀分布，目的是使每个基本构件受到的径向力平衡。
同时需要确保它们齿顶之间在连接线上有一定间隙，以免相邻的行星轮发生碰撞。
即满足安装条件（Z1+Z2）/K=C，C为整数。
保证轮系的传动是按照给定的传动比进行。
（Z1：
中心太阳的轮齿数；Z2：
行星轮的齿数；Z3：
内齿圈的齿数；K：
行星轮的个数；ha*：
齿顶高系数。
）
（2）高速轴上的齿轮设计。
输入功率P3=1562.857KW，小齿轮转速为1399.013r/min，传动比i=3.9183，工作寿命为20年。
选定齿轮类型，精度等级，材料以及齿数：
a.选择斜齿圆柱齿轮。
b.齿轮精度选为5级精度。
c.齿轮材料选择20CrMnMo，热处理应为淬火。
d.初选小齿轮齿数为Z7=25，大齿轮齿数Z8=98。
e.初选螺旋角β=14°。
按齿面接触强度设计
a.确定公式内各计算数值
b.计算
圆周速度V=16.47m/s
计算齿宽b及模数m得b=179.872m=8.73h=19.64
计算纵向重合度εb=1.586
计算载荷系数k=kAkVkHakHβ=1.433
根据实际的载荷系数，计算分度圆的直径为d1=264.75
（3）中间轴上的齿轮设计。
输入功率P2=1594.589KW，小齿轮的转速为357.046r/min。
传动比i=4.5224传递的转矩T1=4.265
107N·mm，使用寿命为20年。
选定齿轮类型，精度等级，材料
a.选择斜齿圆柱齿轮
b.齿轮精度为5级精度
c.材料选择为20CrMnMo，热处理应为淬火
d.初选小齿轮齿数为Z5=23，大齿轮Z4=104
e.初旋螺旋角β=10°
按齿面接触强度设计
a.确定公式内各计算数值
b.计算
圆周速度V=6.432m/s
计算齿宽b以及模数m得b=257.22m=14.73h=33.145
计算纵向重合度εb=1.0317
计算载荷系数k=kAkVkHakHβ=1.4121
根据实际的载荷系数得，分度圆的直径为d1=407.628
高速轴上的一对齿轮参数为：
Mn=10，β=14°，Z7=26，Z6=102，d7=268.12，d6=1051.88，中心距a=660，B1=225，B2=215
中间轴上的一对齿轮的参数：
Mn=16，β=10°，Z5=25，Z4=113，d5=406.16，d4=1835.84，中心距a=11221，B1=335，B2=325
（4）行星轮系的齿轮参数。
根据行星轮系传动需要满足的条件，行星轮系传动比i=5.333，每一个行星轮的传递功率P=1660.33KW,工作寿命为20年。
参数计算：
选定齿轮类型，精度等级，材料及齿数：
选择直齿圆柱齿轮。
齿轮精度等级为5级精度。
材料选择为20CrMnMo，热处理为淬火。
初步选小齿轮齿数为Z1=22，所以Z2=36.67，取37。
按齿面接触强度设计：
确定公式内各计算数值并计算：
圆周速度V=2.037m/s
计算齿宽b及模数m得m=22.39，b=394.12，h=50.376
计算载荷系数K=KAKVKHαKHβ=11.38537
根据实际的载荷系数，分度圆的直径为d1=264.75mm
根据经验选取螺旋角β=7.5°，压力角αn=22.5°，由此得αt=22.675
）配齿计算：
取nw=3，i1Za/nw=C
适当调整i1=5.086965.08696
Za/3=39
所以得到Za=23，Zb=Cnw-Za=94，Zc=0.5
（Zb-Za）=35.5
采用不等角变位，取Zc=35
则j=1.01724
查表得到适用的啮合角α=24.5°
按接触强度初步计算a-c传动的中心距与模数：
转矩Ta=59706N·M
太阳轮和行星轮材料选为20CrNiMo渗碳淬火，齿面硬度HRC58-62，选取σHlim=1550MP
齿宽系数Φa=b/a=0.85
齿数比u=Zc/Za=1.522
由此得到中心距a=405.08，模数mn=14，经变为得中心距a=416
计算c-b传动的中心距：
acb=mn（Zb-Zc）/2cosβ=416.5658
行星轮系的参数为
模数m=20，齿数Zs=27，Zp=45，Zr=117
分度圆直径ds=540mm，dp=900mm，dr=2340mm
齿宽B1=445mm，B2=435mm
内齿轮精度等级为6级精度
（5）受力分析.。
行星轮传动的主要受力构件有中心轮、行星轮。
行星架、轴以及轴承等。
为进行齿轮的强度计算，需要对行星轮以及太阳轮进行受力分析。
当行星轮数目为3个，我们假定每一套行星轮的载荷均匀，只需要分析其中一套行星轮与中心轮的组合，其他的与之相似。
分析中可以忽略重力和摩擦力的影响，各构件处于平衡状态，构件间的作用力等于反作用力。
行星架输入功率、增速传动比以及太阳轮输入功率为分别为T1、i、Ta，太阳轮节圆直径为d1，由齿轮传动受力分析知，齿轮所受切向力、径向力、轴向力分别为：
Ft=2000T1/d1=2000T2/d2
Fr=Ft·tanαn/cosβ
Fa=Ft·tanβ
式中：
αn----法面压力角
β-----分度圆螺旋角
表2-1各个齿轮的受力分析结果
分度圆
螺旋角
β（°）
法面压
力角
αn（°）
节圆直径
d（mm）
力矩
T（Nm）
切向力
Ft（N）
径向力
Fr（N）
输入级
行星轮
7.5
22.5
494.23
665730
278126.2
输入级
太阳轮
7.5
22.5
324.78
59706
332865
139063.1
高速级
大齿轮
14
20
598.79
31396.6
101111.8
37928.1
高速级
轴齿
14
20
173.12
8753.25
101111.8
37928.1
各个齿轮的受力分析结果如表2-1所示。
低速级外啮合齿面静强度计算
这里以低速级外啮合计算为例，根据要求，按三倍额定功率来计算静强度。
载荷：
F=2000Tmax/d
各变量含义Tmax---最大转矩，单位为N·m
d----齿轮分度圆直径，单位为mm
F----切向载荷，单位为N
修正载荷系数
取载荷系数K=1
安全系数计算：
Sh=σlimZNTZW/σ
各变量含义σ=ZHZEZεZβ√FKVKHβKα（u+1）/ud
σ----静强度最大齿面应力，N/mm2
得到SH=1.041>1，满足条件。
3.3轴的设计
（1）高速轴的设计
最小轴径的设计：
d=A∛P/n
功率P=1562.857KW,转速n=1399.013r/min，A取110，由此得
d=114.12mm。
根据发电机的功率选择d=120mm。
（2）低速轴的设计
最小直径d=A0∛P/（1-β4）n，β取0.5
所以d=308.14mm根据轴承精度选择得d=320mm
（3）中间轴的设计
最小轴径的设计d=A∛P/n
功率P=1594.589KW,转速n=357.046r/min
所以d=181.15mm。
根据调心滚子轴承选择d=200mm。
3.4轴的强度等校核
（1）高速轴的校核。
压力角α=arccos（rb/r），取标准值20º。
Ft1=2T1/d1
Fr1=Ft1tanα
Fn=Ft1/cosα（见机械设计P198）
Ft1=2T1/d1
Fr1=Ft1tanα1=Ft1tanαn/cosβ
Fa1=Ft1tanβ
Fn1=Ft1/（cosɑncosβ）=F1/（cosαtcosβb）（见机械设计P217）
其中β螺旋角、αt端面压力角、αn法向压力角、βb螺旋角。
tanαn=tanαtcosβ
tanβb=tanβcosαt
αttanαt=tanαncosαt（见机械设计P218）
高速轴总长为400mm
T=p/
=p/（v/r）=10667065N·M
Ft1=79573.698N
Ft2=29849.1N
F1+F2=Ft2
190Ft2=400F2
得F1=15670.8N、F2=14178.3N
X
M
M=F1×190+F2×210=2977447.73N·mm
扭矩T在此点也最大10667.65N·m
<=60MP
故该轴合格。
（2）中速轴的校核。
Fr1=29849.1N
Fr2=29957.4N
F3+Fr2=Fr1+F4
Fr1×90-Fr2（90+90+130）+F4（90+90+300）=0
F3=13750.78N
F4=13642.48N
M=5092758N.mm
T=42647735N·mm
故该轴合格。
（3）低速轴的校核。
同理算得
F5=23208.198N
F6=23090.698N
M1=9929000.14N·mm
M2=6014980N·mm
T1=1066765N·mm
T2=42647735N·mm
故该轴合格。
3.5键和轴承的选择
（1）键安装在齿轮7下。
轴径128mm
b×h：
32×18
t1：
11.0
t2：
7.4
L：
100
R：
0.4-0.6
（2）键安装在齿轮6下。
轴径300mm
b×h：
70×36
t1：
22.0
t2：
14.4
L：
80
R：
1.2-1.6
（3）键安装在齿轮5下。
轴径216mm
b×h：
50×28
t1：
17.0
t2：
11.4
L：
140
R：
0.7-1.0
（4）键安装在齿轮4下。
轴径400mm
b×h：
90×45
t1：
28.0
t2：
17.4
L：
125
R：
2.0-2.5
（5）键安装在齿轮s下。
轴径320mm
b×h：
70×36
t1：
22.0
t2：
14.4
L：
200
R：
1.2-1.6
（6）键安装在输出轴上。
轴径120mm
b×h：
32×18
t1：
11.0
t2：
7.4
L：
80
R：
0.4-0.6
（7）轴承安装在高速轴上d:
120。
中速轴d：
200。
低速轴d：
320。
3.6套筒及其它部件的设计
（1）套筒安装在d200轴承旁。
外径r1=216,、套筒长d1=10、套筒外径r2=340、d2=20.
（2）套筒安装在低速轴左侧。
内径r=320、外径340、长度200。
（3）套筒安装在低速轴中间。
内径r=320、外径r1=440、d1=143、外径r2=340、d2=100。
（4）套筒安装在低速轴右间。
内径r=320、外径r1=400、d1=40、外径r2=340、d2=30。
（5）套筒安装在高速轴上。
内径r=100、外径r1=140、d1=30、外径r2=128、d2=40。
（6）卡簧。
卡簧1内径d1=400、外径d2=560、长L=50。
用来固定行星轮。
（7）卡簧。
卡簧2内径d1=320、外径d2=400、长L=50。
用来固定太阳轮。
3.7各部件的参数表
（1）齿轮参数汇总表：
名称
模数
齿数
分度圆直径
内（外）径
螺旋角（度）
齿宽
齿轮p
20
45
900
400
0
394.12
齿轮r
20
117
2340
2800
0
394.12
齿轮s
20
27
540
320
0
394.12
齿轮4
16
113
1835.84
400
10
257.22
齿轮5
16
25
406.16
216
10
257.22
齿轮6
10
102
1051.88
300
14
179.872
齿轮7
10
26
268.12
128
14
179.872
以上齿轮材料均为20CrMnTi，除齿轮r外精度都为5级。
名称
d1
r1
d2
r2
d3
r3
d4
r4
d5
r5
高速轴
200
120
100
128
10
140
170
128
120
120
中速轴
111
200
179
300
20
340
300
216
90
200
低速轴
290
320
20
440
257
400
243
340
600
320
输入轴
600
400
200
2000
1000
500
无
无
无
无
（2）轴的参数汇总表：
以上各轴材料均为45#钢。
（3）键的参数汇总表;
名称
b
h
t1
t2
长L
键128
32
18
11.0
7.4
100
键300
70
36
22.0
14.4
80
键216
50
28
17.0
11.4
140
键400
90
45
28.0
17.4
125
键320
70
36
22.0
14.4
200
键120
32
18
11.0
7.4
80
以上键的材料均为45#钢。
（4）轴承的参数汇总。
名称
d
D
B
damin
dbmax
Damin
Dbmax
Dbmin
轴承120
120
165
29
127
128
150
157
160
取128
取155
轴承200
200
310
70
212
221
273
298
297
取216
取280
轴承320
320
440
72
335
343
398
426
426
取340
取400
以上均为标准件，圆锥滚子轴承。
（5）套筒参数汇总。
名称
内径r
外径d1
长L1
外径d2
长L2
套筒1
200
216
10
340
20
套筒2
320
340
200
无
无
套筒3
320
440
143
340
100
套筒4
320
400
40
340
30
套筒5
100
140
30
128
40
以上套筒材料均为铬钒钢50BV30。
（6）卡簧参数汇总。
名称
卡簧内径
卡簧外径
卡簧宽度
卡簧1
400
560
50
卡簧2
320
400
50
4箱体、润滑系统、散热系统、密封系统等的设计并进行其它部件的优化修改
（1）箱体的设计。
箱体式齿轮箱的重要零件，它承受来自风轮的作用力和齿轮传动时产生的反作用力。
箱体必须有足够的刚性去承受力和力矩的作用，防止变形，保证传动质量。
箱体的设计应按照风力发电机组动力传动的布局、加工和装配、检查以及维护等要求进行。
应注意轴承支撑和机座支撑的不同方向的反力及其相对值，选取合适的支撑结构和壁厚
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